V带二级斜齿减速器课程设计.docx

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V带二级斜齿减速器课程设计

机械设计减速器设计说明书

系别：

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

第一部分设计任务书..............................................4

第二部分传动装置总体设计方案.....................................5

第三部分电动机的选择............................................5

3.1电动机的选择............................................5

3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6

第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7

第五部分V带的设计..............................................9

5.1V带的设计与计算.........................................9

5.2带轮的结构设计..........................................11

第六部分齿轮传动的设计.........................................13

6.1高速级齿轮传动的设计计算................................13

6.2低速级齿轮传动的设计计算................................20

第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................28

7.1输入轴的设计...........................................28

7.2中间轴的设计...........................................32

7.3输出轴的设计...........................................38

第八部分键联接的选择及校核计算..................................44

8.1输入轴键选择与校核......................................44

8.2中间轴键选择与校核......................................44

8.3输出轴键选择与校核......................................44

第九部分轴承的选择及校核计算....................................45

9.1输入轴的轴承计算与校核..................................45

9.2中间轴的轴承计算与校核...................................46

9.3输出轴的轴承计算与校核...................................46

第十部分联轴器的选择...........................................47

第十一部分减速器的润滑和密封....................................48

11.1减速器的润滑...........................................48

11.2减速器的密封...........................................49

第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................50

设计小结.......................................................52

参考文献.......................................................53

第一部分设计任务书

一、初始数据

设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据T=1000Nm，V=0.8m/s，D=290mm，设计年限（寿命）：

6年，每天工作班制（8小时/班）：

2班制，每年工作天数：

300天，三相交流电源,电压380/220V。

二.设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.电动机的选择

3.确定传动装置的总传动比和分配传动比

4.计算传动装置的运动和动力参数

5.设计V带和带轮

6.齿轮的设计

7.滚动轴承和传动轴的设计

8.键联接设计

9.箱体结构设计

10.润滑密封设计

11.联轴器设计

第二部分传动装置总体设计方案

一.传动方案特点

1.组成：

传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。

2.特点：

齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。

3.确定传动方案：

考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。

选择V带传动和展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。

二.计算传动装置总效率

ηa=η1η24η32η4η5=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96=0.825

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为工作装置的效率。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

圆周速度v:

v=0.8m/s

工作机的功率pw:

pw=

5.52KW

电动机所需工作功率为:

pd=

6.69KW

工作机的转速为:

n=

52.7r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（16~160）×52.7=843.2~8432r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M-4的三相异步电动机，额定功率为7.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。

电动机主要外形尺寸：

中心高

外形尺寸

地脚螺栓安装尺寸

地脚螺栓孔直径

电动机轴伸出段尺寸

键尺寸

H

L×HD

A×B

K

D×E

F×G

132mm

515×315

216×178

12mm

38×80

10×33

3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

ia=nm/n=1440/52.7=27.32

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.3，则减速器传动比为:

i=ia/i0=27.32/2.3=11.88

取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:

i12=

则低速级的传动比为:

i23=

3.02

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

输入轴：

nI=nm/i0=1440/2.3=626.09r/min

中间轴：

nII=nI/i12=626.09/3.93=159.31r/min

输出轴：

nIII=nII/i23=159.31/3.02=52.75r/min

工作机轴：

nIV=nIII=52.75r/min

（2）各轴输入功率:

输入轴：

PI=Pd×η1=6.69×0.96=6.42KW

中间轴：

PII=PI×η2×η3=6.42×0.99×0.97=6.17KW

输出轴：

PIII=PII×η2×η3=6.17×0.99×0.97=5.93KW

工作机轴：

PIV=PIII×η2×η4=5.93×0.99×0.99=5.81KW

则各轴的输出功率：

输入轴：

PI'=PI×0.99=6.36KW

中间轴：

PII'=PII×0.99=6.11KW

中间轴：

PIII'=PIII×0.99=5.87KW

工作机轴：

PIV'=PIV×0.99=5.75KW

（3）各轴输入转矩:

输入轴：

TI=Td×i0×η1

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

44.37Nm

所以：

输入轴：

TI=Td×i0×η1=44.37×2.3×0.96=97.97Nm

中间轴：

TII=TI×i12×η2×η3=97.97×3.93×0.99×0.97=369.74Nm

输出轴：

TIII=TII×i23×η2×η3=369.74×3.02×0.99×0.97=1072.29Nm

工作机轴：

TIV=TIII×η2×η4=1072.29×0.99×0.99=1050.95Nm

输出转矩为：

输入轴：

TI'=TI×0.99=96.99Nm

中间轴：

TII'=TII×0.99=366.04Nm

输出轴：

TIII'=TIII×0.99=1061.57Nm

工作机轴：

TIV'=TIV×0.99=1040.44Nm

第五部分V带的设计

5.1V带的设计与计算

1.确定计算功率Pca

由表查得工作情况系数KA=1.1，故

Pca=KAPd=1.1×6.69kW=7.36kW

2.选择V带的带型

根据Pca、nm由图选用A型。

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径dd1。

由表，取小带轮的基准直径dd1=112mm。

2）验算带速v。

按课本公式验算带的速度

8.44m/s

因为5m/s

3）计算大带轮的基准直径。

根据课本公式，计算大带轮的基准直径

dd2=i0dd1=2.3×112=257.6mm

根据课本查表，取标准值为dd2=250mm。

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。

2）由课本公式计算带所需的基准长度

Ld0≈

≈1578mm

由表选带的基准长度Ld=1550mm。

3）按课本公式计算实际中心距a0。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1550-1578）/2mm≈486mm

按课本公式，中心距变化范围为463~532mm。

5.验算小带轮上的包角α1

α1≈180°-（dd2-dd1）×57.3°/a

=180°-（250-112）×57.3°/486≈163.7°>120°

6.计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr。

由dd1=112mm和nm=1440r/min，查表得P0=1.6kW。

根据nm=1440r/min，i0=2.3和A型带，查表得∆P0=0.17kW。

查表得Kα=0.96，查表得KL=0.98，于是

Pr=（P0+∆P0）KαKL=（1.6+0.17）×0.96×0.98kW=1.67kW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=7.36/1.67=4.41

取5根。

7.计算单根V带的初拉力F0

由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以

F0=

=

=147.37N

8.计算压轴力FP

FP=2zF0sin（α1/2）=2×5×147.37×sin（163.7/2）=1458.66N

9.主要设计结论

带型

A型

根数

5根

小带轮基准直径dd1

112mm

大带轮基准直径dd2

250mm

V带中心距a

486mm

带基准长度Ld

1550mm

小带轮包角α1

163.7°

带速

8.44m/s

单根V带初拉力F0

147.37N

压轴力Fp

1458.66N

5.2带轮结构设计

1.小带轮的结构设计

1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算

代号名称

计算公式

代入数据

尺寸取值

内孔直径d

电动机轴直径D

D=38mm

38mm

分度圆直径dd1

112mm

da

dd1+2ha

112+2×2.75

117.5mm

d1

（1.8~2）d

（1.8~2）×38

76mm

B

（z-1）×e+2×f

（5-1）×15+2×9

78mm

L

（1.5~2）d

（1.5~2）×38

76mm

2.大带轮的结构设计

1）大带轮的结构图

2）大带轮主要尺寸计算

代号名称

计算公式

代入数据

尺寸取值

内孔直径d

输入轴最小直径

D=26mm

26mm

分度圆直径dd1

250mm

da

dd1+2ha

250+2×2.75

255.5mm

d1

（1.8~2）d

（1.8~2）×26

52mm

B

（z-1）×e+2×f

（5-1）×15+2×9

78mm

L

（1.5~2）d

（1.5~2）×26

52mm

第六部分齿轮传动的设计

6.1高速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=26×3.93=102.18，取z2=103。

（4）初选螺旋角β=14°。

（5）压力角α=20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=1.3。

②计算小齿轮传递的转矩

T1=97.97N/m

③选取齿宽系数φd=1。

④由图查取区域系数ZH=2.44。

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

端面压力角：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20°/cos14°）=20.561°

αat1=arccos[z1cosαt/（z1+2han*cosβ）]

=arccos[26×cos20.561°/（26+2×1×cos14°）]=29.402°

αat2=arccos[z2cosαt/（z2+2han*cosβ）]

=arccos[103×cos20.561°/（103+2×1×cos14°）]=23.225°

端面重合度：

εα=[z1（tanαat1-tanαt）+z2（tanαat2-tanαt）]/2π

=[26×（tan29.402°-tan20.561°）+103×（tan23.225°-tan20.561°）]/2π=1.665

轴向重合度：

εβ=φdz1tanβ/π=1×26×tan（14°）/π=2.063

重合度系数：

Zε=

=

=0.642

⑦由式可得螺旋角系数

Zβ=

=

=0.985

⑧计算接触疲劳许用应力[σH]

查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×626.09×1×6×300×2×8=1.08×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=1.08×109/3.93=2.75×108

查取接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.88、KHN2=0.91。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=

=

=528MPa

[σH]2=

=

=500.5MPa

取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[σH]=[σH]2=500.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

=

=47.827mm

（2）调整小齿轮分度圆直径

1）计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

v=

=

=1.57m/s

②齿宽b

b=

=

=47.827mm

2）计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数KA=1。

②根据v=1.57m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.1。

③齿轮的圆周力

Ft1=2T1/d1t=2×1000×97.97/47.827=4096.849N

KAFt1/b=1×4096.849/47.827=85.66N/mm<100N/mm

查表得齿间载荷分配系数KHα=1.4。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.345。

则载荷系数为：

KH=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.4×1.345=2.071

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1=

=47.827×

=55.858mm

及相应的齿轮模数

mn=d1cosβ/z1=55.858×cos14°/26=2.085mm

模数取为标准值m=2mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=

=

=132.945mm

中心距圆整为a=135mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

β=

=

=17.155°

即：

β=17°9′18″

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=

=

=54.419mm

d2=

=

=215.582mm

（4）计算齿轮宽度

b=σd×d1=1×54.419=54.419mm

取b2=55mm、b1=60mm。

4.校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿根弯曲疲劳强度条件

σF=

≤[σF]

1）确定公式中各参数值

①计算当量齿数

ZV1=Z1/cos3β=26/cos317.155°=29.799

ZV2=Z2/cos3β=103/cos317.155°=118.051

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε

基圆螺旋角：

βb=arctan（tanβcosαt）=arctan（tan17.155°×cos20.561°）=16.122°

当量齿轮重合度：

εαv=εα/cos2βb=1.665/cos216.122°=1.804

轴面重合度：

εβ=φdz1tanβ/π=1×26×tan17.155°/π=2.555

重合度系数：

Yε=0.25+0.75/εαv=0.25+0.75/1.804=0.666

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ

Yβ=1-εβ

=1-2.555×

=0.635

④由当量齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1=2.54YFa2=2.17

YSa1=1.63YSa2=1.83

⑤计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KFα=1.4

根据KHβ=1.345，结合b/h=12.22查图得KFβ=1.315

则载荷系数为

KF=KAKvKFαKFβ=1×1.1×1.4×1.315=2.025

⑥计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]

查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.87

取安全系数S=1.4，得

[σF]1=

=

=303.57MPa

[σF]2=

=

=236.14MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

σF1=

=

=117.298MPa≤[σF]1

σF2=

=

=112.508MPa≤[σF]2

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数z1=26、z2=103，模数m=2mm，压力角α=20°，螺旋角β=17.155°=17°9′18″，中心距a=135mm，齿宽b1=60mm、b2=55mm。

6.齿轮参数总结和计算

代号名称

计算公式

高速级小齿轮

高速级大齿轮

模数m

2mm

2mm

齿数z

26

103

螺旋角β

左17°9′18″

右17°9′18″

齿宽b

60mm

55mm

分度圆直径d

54.419mm

215.582mm

齿顶高系数ha

1.0

1.0

顶隙系数c

0.25

0.25

齿顶高ha

m×ha

2mm

2mm

齿根高hf

m×（ha+c）

2.5mm

2.5mm

全齿高h

ha+hf

4.5mm

4.5mm

齿顶圆直径da

d+2×ha

58.419mm

219.582mm

齿根圆直径df

d-2×hf

49.419mm

210.582mm

6.2低速级齿轮传动的设计计算

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。

（2）一般工作机器，选用8级精度。

（3）选小齿轮齿数z3=27，大齿轮齿数z4=27×3.02=81.54，取z4=82。

（4）初选螺旋角β=13°。

（5）压力角α=20°。

2.按齿面接触疲劳强度设计

（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即

1）确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=1.3。

②计算小齿轮传递的转矩

T2=369.74N/m

③选取齿宽系数φd=1。

④由图查取区域系数ZH=2.45。

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。

端面压力角：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan20°/cos13°）=20.482°

αat1=arccos[z3cosαt/（z3+2han*cosβ）]

=arccos[27×cos20.482°/（27+2×1×cos13°）]=29.114°

αat2=arccos[z4cosαt/（z4+2h